间接复叠空气源热泵在铁路高寒地区建筑供暖中最优中间温度研究

王振杰

（中国铁路呼和浩特局集团有限公司 计划统计部，内蒙古 呼和浩特 010050）

0 引言

随着国家“整治燃煤小锅炉”“煤改电”等一系列节能、鼓励新能源政策的推行[1]，近年来，铁路局集团公司积极响应节能减排号召，一些可再生能源及新型热泵技术得以推广应用，如空气源热泵、土壤源热泵。其中，空气源热泵是替代燃煤锅炉的主要选择之一，由于空气源热泵采用不同技术[2]，其运行特点和出水温度也不同。

低环境温度空气源热泵主要遵循《低环境温度空气源热泵(冷水)机组》(GB/T 25127—2010)，该标准的名义工况为环境温度-12℃，出水温度为41℃；-20℃可以运行，对能效比无要求。可见，低环境温度空气源热泵在超低环境温度(-35℃)运行及出水温度方面均存在局限，在超低环境温度下能效比很低，甚至可能无法运行，也无法直接利用暖气片作为供暖末端；同时，空气源热泵普遍存在环境温度较低时，排气温度升高、制热量下降明显和能效比降低的问题，分析导致这个问题的根本原因在于，在要求出水温度下，环境温度降低使热泵系统压缩机压缩比增大，而多级间接复叠系统可以有效解决单级压缩机压缩比过大而导致的上述问题。

与双级压缩制冷循环的应用一样，复叠制冷循环是为了谋取更低的低温环境。一般认为，按低温要求，两级压缩制冷可实现-40 ～ -60℃范围的低温环境，复叠制冷可实现-60℃以下的低温环境[3-4]。因此，从原理上，适宜将复叠制冷循环系统应用于高寒地区的供暖需求。

间接复叠系统能效取决于低温侧与高温侧能效比，其中，关键参数在于低温侧与高温侧的中间温度值，中间温度值高有利于高温侧能效、但不利于低温侧能效；反之，中间温度值低不利于高温侧而利于低温侧。基于此，通过理论计算，对应用于某高寒地区的间接复叠空气源热泵最优中间温度进行研究。

1 复叠空气源热泵系统

1.1 基本原理

典型的两元复叠制冷循环如图1所示。子系统Ⅱ运行于低温段，其蒸发器吸收低温环境的热量以制造需求的低温环境，然后通过冷凝器向子系统Ⅰ的蒸发器释放热量；子系统Ⅰ运行于高温段，在其蒸发器吸收了子系统Ⅱ冷凝器释放的热量后，通过子系统Ⅰ的冷凝器将热量排到外部环境中，从而实现需求的低温环境。

图1 蒸气压缩式复叠制冷系统

现今复叠制冷最为热门的是关于R717/R744复叠制冷系统[5-6]，其低温级采用R744制冷循环，高温级以R717作为工质。在大量的理论和实验研究中，其着重点主要是R717/R744复叠系统的性能随低温级蒸发温度、高温级冷凝温度、过热度及中间换热器内温度变化规律的研究。但是，将直接复叠系统应用于空气源热泵供暖中存在除霜系统稳定的问题，因此，在低温侧和高温侧之间增加换热工质，将两侧处于相对独立。

1.2 间接复叠空气源热泵系统

为了克服除霜问题，供暖系统采用空气源热泵耦合水源热泵的间接复叠方式[7]，即子系统Ⅱ(空气源热泵)生产出低温热水，然后将该部分热水作为子系统Ⅰ(水源热泵)的热源，实现低环境温度时冬季供暖的目的。采用间接复叠方式后，虽然扩大了热泵运行的环境温度范围并提高了出水温度，但由于中间介质的存在，再次拉大了偶合换热温度，能效比相较于双级压缩进一步降低。间接复叠式空气源热泵系统如图2所示。

图2 间接复叠超低环境温度空气源热泵系统

在该系统中，室内高温机组以室外空气源低温机组为热源，室外空气源低温机组以大气为热源，形成了能量传递和能量品质递增，实现了超低环境温度下高温供水的目的。由于室外空气源低温机组单独运行，其除霜不受室内高温机组的限制，因而不存在低温除霜问题，弥补了直接复叠带来的除霜难问题。同时，由于只提供中间最优耦合温度的中间低温介质，在采用压缩机中间补气技术后，其运行范围得到进一步扩展，可在-40℃的环境温度下正常运行，同时保持较为理想的能效比[8]。

2 最优中间复叠温度理论计算

2.1 室内、室外机组能效影响因素

室外低温机组在实际运行中总是处于变工况运行过程中，一方面环境温度在时刻发生变化，另外一方面机组进出水温度也是一个动态过程，因而实际的变工况数据更有意义。随着环境温度降低，在不同出水温度下，机组制热量和输入功率的变化情况如图3和图4所示。

从图中可以发现，随着环境温度的降低，制热量和制热功率都在降低；同时，从图中还可以看出，在相同环境温度下，制热量随出水温度的升高而降低，而制热功率随出水温度的升高而升高，即在相同环境温度下，出水温度与制热能效比成反比。因此，对室外低温机组而言，出水温度越低，其能效比也就越高。同理，对于室内高温机组而言，室外低温机组供水温度越低，在相同的供暖温度下，其能效比也就越低；反之，室内高温机组能效比也就越高。因此，为实现整个系统的最优能效，必然在一定环境温度下，存在一个中间耦合温度，实现整个系统的能效最大。

2.2 最优中间复叠温度理论计算

基于制冷模仿计算软件COOLPACK的一级压缩制冷循环，室外低温机组制冷剂工质为R410A，低温侧设定相同压缩机排气量，压缩机等熵系数为0.75，过热度为5℃，过冷度为2℃，室外低温机组出水温度与冷凝温度之间的温差均设定为5℃。室内高温机组制冷剂工质为R134a，室内高温机组冷凝温度设定为70℃，室内高温机组蒸发温度与室外低温机组供水温度之间的温差为5℃；低温侧设定相同压缩机排气量，压缩机等熵系数为0.72，过热度为5℃，过冷度为2℃。

图3 不同出水温度在不同环境温度下的制热量

图4 不同出水温度在不同环境温度下的制热功率

图5给出了室外低温机组在蒸发温度为-20℃、出水温度15℃时的能效比计算结果，以及系统关键点的参数计算在压焓图中的标示。

图5 室外低温机组压焓图

根据图5可以计算得到室外低温机组在设定工况下的制热能效比为4.785。

图6给出了室内机组在蒸发温度为10℃、冷凝温度为70℃工况下的制热能效比计算结果，以及系统关键点的参数计算在压焓图中的标示。

图6 室内高温机组压焓图

根据图6可以计算得到室内高温机组在设定工况下制热能效比为3.208。

超低环境温度耦合空气源高温热泵系统的综合能效可由下式计算得到，即

式中：COPz为综合制热能效比；COPl为低温侧制冷能效比；COPh为高温侧制冷能效比；Eh高温侧室内机输入功率，kW。

基于以上系统参数设定和综合能效比计算，得出室外低温机组蒸发温度分别为-20℃和-30℃，出水温度分别为15℃、20℃、25℃、30℃和35℃工况下的制热能效比，如表1所示。

表1 室内高温机组、室外低温机组和系统 综合能效比计算结果

从表1的计算结果可以看出，蒸发温度为-20℃时，最佳中间耦合温度为25℃；蒸发温度为-30℃时，最佳中间耦合温度为20℃，从而可以得到，最佳中间耦合温度随室外温度的降低而降低，不是一个定值。因此，在机组控制系统中，应根据环境温度的高低来确定最佳中间耦合温度的高低。

3 应用效果

3.1 项目概况

选取某铁路工务工区，该地区冬季室外最低环境温度可达-31℃。供暖区域供暖面积为1 210 m2，外墙已作保温处理，室内末端采用铸铁式暖气片。根据该地区冬季室外空调设计温度和室内供暖温度要求，采暖设计最大热负荷为113 kW。设计使用室内高温机组2台，单台机组制热量为65 kW。选取3台室外低温机组，在该地区室外空调设计温度-27.8℃下[9]，单台机组制热量为31.6 kW。

供暖系统的控制通过基于环境温度与最优中间耦合温度的关联计算，通过室外环境温度控制低温机组的供水温度，以实现整个供暖系统的最大能效值，达到节能的要求。

3.2 运行效果

根据2个供暖季机组电能表记录数据与机组运行天数的比值，计算得到建筑供暖的日耗电量为750 kW·h，单位面积日综合耗电量为0.62 kW·h；根据供暖系统2年的总供热量与总耗电量，计算得到机组运行的年综合能效比约为1.96。

4 结束语

从应用效果可以看出，通过室外低温空气源热泵耦合室内高温水源热泵的间接复叠热泵系统可以应用于我国高寒地区。同时，从理论计算中可以看出，最优中间耦合温度随环境温度的降低而降低；中间耦合温度的降低或升高都影响着整个供暖系统的能效，因而间接复叠热泵系统核心在于控制中间耦合温度。